微型貨車變速器傳動機構設計【三軸五檔】【中間軸式五檔】【4張CAD圖紙+說明書完整資料】

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汽車變速器是汽車傳動系統(tǒng)的主要組成部分 主要作用是將發(fā)動機 的矩經過改變后傳遞給主減速器 改變傳動比擴大驅動輪轉矩和轉速范 圍 來適應不同的行駛條件 設置空檔用來中斷動力傳遞 設置倒檔 使汽車能夠倒退行駛 文中闡述微型貨車變速器設計 是依據(jù)現(xiàn)有生產企業(yè)在生產車型的 變速器作為設原型 在給定發(fā)動機輸出轉矩 轉速及最高車速 最大爬 坡度等條件下 自己獨立設計出符合要求的中間軸式五檔變速器 其中 本設計的主要內容是根據(jù)已知參數(shù)進行各檔位傳動比的選擇確定 齒輪 參數(shù)的選擇 二軸及中間軸的選擇計算 軸承的選擇等 文中對變速器的主要參數(shù)進行了驗證 包括齒輪強度的校核 變速 器軸度和剛度的校核 軸承壽命的驗算等 計算結果表明整體性能滿足 要求 關鍵詞 變速器 中間軸 設計 傳動比 齒輪 上海工程技術大學畢業(yè)設計 論文 微型貨車變速器傳動機構設計 3 Abstract Automotive transmission is a major component of automotive driveline the main role is to change the engine moments after a pass to the final drive Transmission ratio changing speed range torque and the drive wheel to expand to accommodate different driving conditions Provided to interrupt the power transmission in neutral reverse gear set so that the car can travel in reverse This paper describes minivan gearbox design is based on the existing production enterprises in the production of prototype models of the transmission as a set at a given engine output torque speed and maximum speed maximum gradeability and other conditions designed to meet the requirements of its own independent intermediate five speed gearbox shaft The main contents of the present design is performed to determine the selection of gear ratios gear selection parameters and select the second intermediate shaft and the axis of calculation of the bearing selection based on known parameters The main parameters of the transmission of the text were verified including checking checking gear bearing life strength check transmission shaft and stiffness and so on The results show overall performance to meet the requirements Key words Transmission Intermediate Axle Design Gear ratio Gear 上海工程技術大學畢業(yè)設計 論文 微型貨車變速器傳動機構設計 4 微型貨車變速器傳動機構設計 1 緒論 微型貨車主要從事城市市區(qū)或農村間中短途距離運輸?shù)慕煌üぞ?具有機動靈活 快捷方便的優(yōu)勢 特別是在運輸噸位不大且距離又比較 近時 微型貨車便發(fā)揮出巨大優(yōu)勢 近幾年來隨著我國城市規(guī)模的不斷 擴大 城市市區(qū)間越來越需要微型貨車 變速器是汽車傳動系統(tǒng)中重要 的組成部分 它直接影響汽車的動力性和燃油經濟性 是汽車的重要部 件之一 本設計是依據(jù)現(xiàn)有生產企業(yè)在生產車型的變速器作為設計原型 在 給定發(fā)動機輸出轉矩 轉速及最高車速 最大爬坡度等條件下 自己獨 立設計出符合要求的中間軸式五檔變速器 其中本設計的重點部分是檔 位傳動比的選擇及計算依據(jù) 齒輪參數(shù)的選擇計算及校核 二軸及中間 軸的強度校核等 此次微型貨車的變速器設計將基本滿足微型貨車的使用要求 通過 對變速器的分析 方案選擇 設計計算和整理 能達到了預期的效果 完成此次畢業(yè)設計 畢業(yè)設計是對自己大學四年所學知識進行系統(tǒng)的綜 合運用 通過此次設計 了解了變速器設計的基本過程和在設計過程中 應該注意的問題 學會了設計的過程和方法 上海工程技術大學畢業(yè)設計 論文 微型貨車變速器傳動機構設計 5 1 1 變速器設計的目的和意義 在發(fā)動機曲軸旋轉方向不變的前提下 使汽車能倒退行駛 利用空 擋中斷動力傳遞 以使發(fā)動機能夠啟動 怠速 并便于變速器換檔或進 行動力輸出 變速器的作用用一句話概括 就叫做變速變扭 即增速減 扭或減速增扭 為什么減速可以增扭 而增速又要減扭呢 設發(fā)動機輸 出的功率不變 功率可以表示為 N wT 其中 w 是轉動的角速度 T 是扭距 當 N 固定的時候 w 與 T 是成反比的 所以增速必減扭 減速 必增扭 機械式變速箱主要應用了齒輪傳動的降速原理 簡單的說 變 速箱內有多組傳動比不同的齒輪副 而汽車行駛時的換檔行為 也就是 通過操縱機構使變速箱內不同的齒輪副工作 如在低速時 讓傳動比大 的齒輪副工作 而在高速時 讓傳動比小的齒輪副工作 汽車變速器齒 輪傳動就根據(jù)變速變扭的原理 用于轉變發(fā)動機曲軸的轉矩及轉速 以 適應汽車在起步 加速 行駛以及克服各種道路障礙等不同行駛條件下 對驅動車輪牽引力及車速的不同要求的需要 分成各個檔位對應不同的 傳動比 以適應不同的運行狀況 本變速器的設計根據(jù)老師提供的參數(shù)而設計的 同時參考了同類型 汽車變速器結構 性能及參數(shù)等 主要要求 1 保證汽車具有良好的動力性及經濟性指標 2 具有較高的傳動效率 上海工程技術大學畢業(yè)設計 論文 微型貨車變速器傳動機構設計 6 3 操縱微便 工作可靠 噪音小 本變速器采用了滑塊式同步器 實現(xiàn)了噪聲小 傳遞效率高的特點 除一檔 倒檔外 其他各檔均采用常嚙合斜齒輪 降低了沖擊 為了提 高齒輪的齒面強度和抗彎強度 除三 四檔外 其他各檔均采用變位齒 輪 提高齒輪的工作性能 在老師的指導下 通過本課題的學習 懂得了變速器的作用及設計 方法 復習和鞏固了以前所學的機械設計方面的理論知識 理論與實踐 結合 使自己的知識面得到拓寬 綜合了大學所學的知識 讓自己的能 力得到了檢驗 并為以后的工作打下了結實的基礎 讓自己有足夠的能 力應付以后的工作 增加自己的能力 掌握更多的方法 1 2 國內外研究狀況 目前 汽車市場上裝備性能更佳 功能更多的自動變速器 AT 轎 車迅速增加 為解決 AT 油耗高 動力性能低的問題 汽車廠商為 AT 設計可提供選擇的多種使用模式 使其智能化適應不同駕駛需要 但還 是不能最終解決 AT 油耗高傳動效率低的問題 因為 無論采用哪種模 式 都會對發(fā)動機功率或油耗作出選擇取舍 盡管普通手動齒輪變速器 MT 存在許多不足 但因其結構簡單 效率高 功率大的優(yōu)點 現(xiàn) 在仍大量使用 100 多年中 變速器經歷了用變速桿改變鏈條的傳動比 手動變速 上海工程技術大學畢業(yè)設計 論文 微型貨車變速器傳動機構設計 7 器 有級自動變速器 無級自動變速器的發(fā)展歷程 目前世界上裝車較 多的汽車變速器是手動變速器 MT 電控液力自動變速器 ECT 金 屬帶 鏈 式無級變速器 CVT 電控機械式自動變速器 AMT 雙 離合器變速器 DCT 及環(huán)形錐盤滾輪牽引式無級變速器 IVT 等數(shù) 種 并具有各自優(yōu)勢 但其中金屬帶式無級變速器前景看好 手動變速 器又有兩軸式變速器 三軸式變速器 組合式變速器和雙中間軸式變速 器 從現(xiàn)代汽車變速器的市場狀況和發(fā)展來看 全世界的各個大廠商都 對提高 AT 的性能及研制無級變速器 CVT 表現(xiàn)積極 汽車業(yè)界非常 重視 CVT 在汽車上的實用化進程 然而 因無級變速器技術難度很大 發(fā)展相對較慢 從而成為世界范圍內尚未解決的難題之一 目前世界上 裝車較多的汽車變速器是手動變速器 MT 電控液力自動變速器 ECT 金屬帶 鏈 式無級變速器 CVT 電控機械式自動變速器 AMT 雙離合器變速器 DCT 及環(huán)形錐盤滾輪牽引式無級變速器 IVT 等數(shù)種 并具有各自優(yōu)勢 但其中金屬帶式無級變速器前景看 好 ECT 變扭器中的自動變速器油 ATF 在高速運動中 由于油液分 子間的內摩擦和油液分子與各工作葉輪表面間的摩擦所消耗的部分能量 及泵輪 渦輪窄隙處油液剪切等原因會產生油液溫度升高造成功率損失 存在傳動效率低油耗較大的不足 另外還存在結構復雜 成本高及維修 上海工程技術大學畢業(yè)設計 論文 微型貨車變速器傳動機構設計 8 難度大等較明顯缺點 歐洲格特拉克 GETRAG 變速箱公司開發(fā)的電 控機械自動變速器 AMT 則克服了 AT 效率低等缺點 與 AT 相比 具有更大的發(fā)展優(yōu)勢 可是 AMT 依舊需要復雜的電控系統(tǒng)來控制 據(jù) 該公司預測 今后短時期內 市場大部分將被 AMT 占領 2 變速器結構方案分析 變速器用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速 目的是在原地 起步 爬坡 轉彎 加速等各種工況下 使汽車獲得不同的牽引力和速 度 同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內工作 變速器設有倒檔 使汽 車獲得倒退行駛能力 變速器設有空檔 可在發(fā)動機起動 汽車滑行或 停車時使發(fā)動機的動力停止向驅動輪工作 2 1 齒輪形式的確定 變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種 直齒圓柱齒 3 輪僅用于一檔和倒檔 與直齒圓柱齒輪相比 斜齒圓柱齒輪有使用壽命 長 運轉平穩(wěn) 工作噪聲低等優(yōu)點 所以本設計倒擋選用直齒輪 其他 擋選用斜齒輪 2 2 換擋結構形式的確定 變速器換檔機構有直齒滑動齒輪 嚙合套和同步器換檔三種形式 采用軸向滑動直齒齒輪換檔 會在輪齒端面產生沖擊 齒輪端部磨 損加劇并過早損壞 并伴隨著噪聲 因此 除一檔 倒檔外已很少使用 上海工程技術大學畢業(yè)設計 論文 微型貨車變速器傳動機構設計 9 常嚙合齒輪可用移動嚙合套換檔 因承受換檔沖擊載荷的接合齒齒 數(shù)多 嚙合套不會過早被損壞 但不能消除換檔沖擊 目前這種換檔方 法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應用 使用同步器能保證換擋迅速 無沖擊 無噪聲 而與操作技術的熟 練程度無關 從而提高了汽車的加速性 燃油經濟性和行駛安全性 同 上述兩種換擋方法比較 雖然它有結構復雜 制造精度要求高 軸向尺 寸大等缺點 但仍然得到廣泛應用 利用同步器或嚙合套換擋 其換檔 行程要比滑動齒輪換擋行程小 通過比較本設計所有擋選用同步器換檔 2 3 軸的形式及布置 該變速器采用三軸式布置 既一軸 二軸為同心軸 二軸前端支承 在一軸后端內腔中 中間軸與二軸在同一縱向平面內 相互平行 倒檔 軸在 軸側面 具體結構 如圖 2 1 2 2 所示 上海工程技術大學畢業(yè)設計 論文 微型貨車變速器傳動機構設計 10 圖 2 1 變速器軸布置及傳動示意圖 圖 2 2 為常見的倒檔布置方案 圖 2 2b 方案的優(yōu)點是倒檔利用了一 檔齒輪 縮短了中間軸的長度 但換檔時有兩對齒輪同時進入嚙合 使 換檔困難 圖 2 2c 方案能獲得較大的倒檔傳動比 缺點是換檔程序不合 理 圖 2 2d 方案對 2 2c 的缺點做了修改 圖 2 2e 所示方案是將一 倒 檔齒輪做成一體 將其齒寬加長 圖 2 1f 所示方案適用于全部齒輪副均 為常嚙合的齒輪 檔換更為微便 為了縮短變速器軸向長度 倒檔傳動 采用圖 2 2g 所示方案 缺點是一 倒檔各用一根變速器撥叉軸 使變速 器上蓋中的操縱機構復雜一些 本設計結合實際車型 在給定的任務書中已經確定是中間軸式變速 器 全部齒輪為常嚙合齒輪 所以綜合考慮 本身設計選擇圖 2 2 b 形式進行設計 上海工程技術大學畢業(yè)設計 論文 微型貨車變速器傳動機構設計 11 圖 2 2 倒檔布置方案 2 4 軸承形式 變速器軸承常采用圓柱滾子軸承 球軸承 滾針軸承 圓錐滾子軸 承等 第一軸常嚙合齒輪的內腔尺寸足夠時 可布置圓柱滾子軸承 若空 間不足則采用滾針軸承 4 變速器第一軸 第二軸的后部軸承以及中間軸前 后軸承 按直徑 系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承 滾針軸承 滑動軸承套主要用在齒輪與軸不是固定連接 并要求兩 者有相對運動的地方 變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑較小 寬度較寬因而容量大 可承受高負荷等優(yōu)點 但也有需要調整預緊 裝配麻煩 磨損后軸易歪 斜而影響齒輪正確嚙合的缺點 本設計中間軸選用圓錐滾子軸承 二軸左端采用滾針軸承 二軸右 側用圓錐滾子軸承 一軸用球軸承 上海工程技術大學畢業(yè)設計 論文 微型貨車變速器傳動機構設計 12 2 5 潤滑與密封 潤滑分為壓力式和飛濺式 在一軸常嚙合小齒輪上鉆四個徑向油孔 這樣 潤滑被常嚙合大 齒輪從底殼中把油帶上來 然后被擠進這些油孔 潤滑了第二軸前端的 滾針軸承 二軸上各檔齒輪均鉆有四個徑向油孔 潤滑油通過各自的主動輪 從底殼中把油帶上來 擠進油孔 然后潤滑各自的支承滾針軸承 及與 軸的配合部分 倒檔齒輪由滾針軸承支承在倒檔軸上 為進行潤滑 在倒檔齒輪 上開一個油槽 以便潤滑油進入滾針軸承和軸的配合部分 為保證密封 此變速器在一軸軸承蓋內開設回油槽 二軸與變速 器后殼體配合處采用非標準密封 蓋與殼體的密封用涂膠的紙墊 為防 止油溫過高 氣壓過大造成滲油現(xiàn)象 在頂蓋上裝有通氣塞 變速器采用 5 個檔 齒輪和軸的材料均采用相同材料 20CrMnTi 通 過滲碳淬火 提高齒輪及軸的抗疲勞強度及剛度 3 變速器主要參數(shù)的計算 3 1 設計參數(shù)要求 本次設計主要技術參數(shù)如下 額定載荷 500kg 上海工程技術大學畢業(yè)設計 論文 微型貨車變速器傳動機構設計 13 最大總質量 1620kg 比功率 28kw t 比轉矩 44N m t 最高時速 100km h 變速器前進擋數(shù) 5 最高擋為超速擋 3 2 擋數(shù)的選擇 增加變速器的檔數(shù)能夠改善汽車的動力性和經濟性 檔數(shù)越多 變 速器的結構越復雜 使輪廓尺寸和質量加大 而且在使用時換檔頻率也 增高 在最低檔傳動比不變的條件下 增加變速器的檔數(shù)會使變速器相鄰 的低檔與高檔之間的傳動比比值減小 使換檔工作容易進行 檔數(shù)選擇的要求 1 相鄰檔位之間的傳動比比值在 1 8 以下 2 高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動比比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的 比值小 目前 轎車一般用 4 5 個檔位變速器 貨車變速器采用 4 5 個檔 或多檔 多檔變速器多用于重型貨車和越野汽車 5 傳動比范圍的確定與選定的發(fā)動機參數(shù) 汽車的最高車速和使用條 件等因素有關 目前轎車的傳動比范圍在 3 4 之間 微型貨車在 5 6 上海工程技術大學畢業(yè)設計 論文 微型貨車變速器傳動機構設計 14 之間 其它貨車則更大 根據(jù)設計要求 本次變速器為 5 檔變速器 3 3 各檔傳動比分配 3 3 1 最低檔傳動比計算 1 一檔傳動比應該滿足最大驅動力能夠克服汽車輪胎與路面的滾 動阻力及最大爬坡阻力 3 1 max 0max griTtge 3 2 te rgiTi0max1 式中 最大轉矩 mNtmNTe 28 716 4ax 車輪半徑 選定車輪為 7 50 R16 則車輪半徑為 320 47mm 主減速器傳動比 此處選定 43 50 i max 道路最大阻力系數(shù) 取 max 0 3 傳動系傳動效率 894 0 965 t mg 汽車總重力 mg 1620 9 8 15876N 代入公式 3 2 得到 4 42894 035128 7 72 960 gi 2 根據(jù)車輪與路面的附著條件則 上海工程技術大學畢業(yè)設計 論文 微型貨車變速器傳動機構設計 15 3 3 201maxGriTtge 3 4 Te rgii0max21 在 0 5 0 6 之間取 0 55 500 9 8 10388N 2G2 5016 代入式 3 3 得到 5 29894 35 7 701 gi 結合上述 1 2 一檔傳動比的范圍為 29 5 1 gi 由于本車為微型貨車且有超速檔 一檔初選傳動比取 4 5 3 3 2 最高檔 超速檔 傳動比選定 微型貨車超速檔的的傳動比一般為 0 7 0 8 本設計取五檔傳動比 ig 0 72 3 3 3 其他各擋傳動比初選 1 本微型貨車有超速檔 前述已選定超速檔傳動比 ig 0 72 2 為了提高傳動效率通常還設置直接檔 即四檔為直接檔傳動比 為 ig 1 3 各檔傳動比為等比分配 中間檔的傳動比理論上按公比為 其中 n 為檔位數(shù) 的幾 1 ngiq 何級數(shù)排列 因為 所以 q 1 65 q 2 723 65 1431 ngiq gi gi 實際上與理論值略有出入 因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比宜小 上海工程技術大學畢業(yè)設計 論文 微型貨車變速器傳動機構設計 16 些 另外還要考慮與發(fā)動機參數(shù)的合理匹配 在變速器結構方案 檔位 數(shù)和傳動比確定后 即可進行其他基本參數(shù)的選擇與計算 綜上述 各檔傳動比如下 72 0 1 65 723 5 4541 gggg iiii 3 4 中心距 A 的確定 由于變速器為中間軸式變速器 初選中心距可根據(jù)以下的經驗公式 3 5 計算 7 3 5 31maxgeAiTK 式中 變速器中心距 mm 中心距系數(shù) 8 6 9 6 AKAK 發(fā)動機最大轉距 71 28 N m maxeT 變速器一檔傳動比為 4 5 1i 變速器傳動效率 取 96 g 將各參數(shù)代入式 3 4 得到 8 6 9 6 8 6 9 6 6 753 58 1 64 83mm A396 05428 71 微型貨車的變速器中心距 58 1 64 8mm 范圍內變化 初取 A 64mm 3 5 外形尺寸的初選 上海工程技術大學畢業(yè)設計 論文 微型貨車變速器傳動機構設計 17 變速器的橫向外形尺寸 可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間 過渡 齒 輪和換檔機構的布置初步確定 影響變速器的殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù) 換檔機構形式以及齒輪 形式 變速器殼體的軸向尺寸可參考表 3 2 數(shù)據(jù)選用 表 3 2 變速器殼體的軸向尺寸 四檔 2 2 2 7 A 五檔 2 7 3 0 六檔 3 2 3 5 為了減小變速器的尺寸 取外形尺寸初選為 3A 192mm 4 傳動部件的設計與校核 4 1 各檔齒輪的設計 4 1 1 齒輪參數(shù)的選定 1 齒輪模數(shù)的選取 齒輪模數(shù)選取的一般原則 1 為了減少噪聲應合理減小模數(shù) 同時增加齒寬 2 為使質量小些 應該增加模數(shù) 同時減少齒寬 3 從工藝方面考慮 各檔齒輪應該選用一種模數(shù) 4 從強度方面考慮 各檔齒輪應有不同的模數(shù) 上海工程技術大學畢業(yè)設計 論文 微型貨車變速器傳動機構設計 18 對于轎車 減少工作噪聲較為重要 因此模數(shù)應選得小些 對于貨車 減小質量比減小噪聲更重要 因此模數(shù)應選得大些 所 選模數(shù)值應符合國家標準的規(guī)定 變速器齒輪模數(shù)范圍大致表 4 1 表 4 1 變速器齒輪的法向模數(shù) 微型 普通級轎車 中級轎車 中型貨車 重型貨車 2 25 2 75 2 75 3 00 3 5 4 5 4 5 6 0 選用時 優(yōu)先選用第一系列 括號內的盡量不要用 表 4 2 為國標 GB T1357 1987 可參考表 4 2 進行變速器模數(shù)的選擇 表 4 2 變速器常用的齒輪模數(shù) 第一系 列 1 1 25 1 5 2 00 2 50 3 0 第二系 列 1 7 5 2 25 2 75 3 25 3 5 表中數(shù)據(jù)摘自 GB T1357 1987 綜合考慮文中設計由于是微型貨車 變速器倒檔模數(shù)取 3 0mm 其 他各檔為 2 5mm 2 齒輪壓力角 壓力角較小時 重合度較大 傳動平穩(wěn) 噪聲較低 壓力角較大時 可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度 上海工程技術大學畢業(yè)設計 論文 微型貨車變速器傳動機構設計 19 對于轎車 為了降低噪聲 應選用 14 5 15 16 16 5 等小些的 壓力角 對貨車 為提高齒輪強度 應選用 22 5 或 25 等大些的壓力角 國家規(guī)定的標準壓力角為 20 所以普遍采用的壓力角為 20 嚙合 套或同步器的壓力角有 20 25 30 等 普遍采用 30 壓力角 本變速器是采取了 重要微型汽車變速器的新技術 主要內容是 在保證齒輪的強度要求之下 盡量將模數(shù)減小 這樣就明顯提高了齒輪 的重合度 從而減小了沖擊載荷和噪聲 3 齒輪寬度 b 的確定 齒寬對變速器的軸向尺寸 齒輪工作平穩(wěn)性 齒輪強度和齒輪工作 時受力的均勻程度等均有影響 選用較小的齒寬可以縮短變速器的軸向尺寸和減小質量 但齒寬減 少使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱 齒輪的工作應力增加 選用較大的齒寬 工作時會因軸的變形導致齒輪傾斜 使齒輪沿齒 寬方向受力不均勻并在齒寬方向磨損不均勻 通常根據(jù)齒輪模數(shù) m 的大小來選定齒寬 b n ncmkb 式中 齒寬系數(shù) 斜齒為 6 0 8 5 ck 4 斜齒輪螺旋角 的選取 齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲 輪齒的強度和軸向力有影響 選用 大些的旋角時 使齒輪嚙合的重合度增加 因而工作平穩(wěn) 噪聲降低 8 上海工程技術大學畢業(yè)設計 論文 微型貨車變速器傳動機構設計 20 試驗證明 隨著螺旋角的增大 齒的強度相應提高 但當螺旋角大 于 30 時 其抗彎強度驟然下降 而接觸強度仍繼續(xù)上升 因此 從提 高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā) 并不希望用過大的螺旋角 而從提高高檔 位齒輪的接觸強度來著眼 應當選用較大的螺旋角值 斜齒輪傳遞轉矩時 要產生軸向力并作用到軸承上 設計時應力求 中間軸上同時工作的兩對齒輪產生軸向力平衡 如圖 4 1 所示 圖 4 1 中間軸軸向力的平衡 欲使中間軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡 須滿足下述條件 3 6 11tan aF 3 7 22tA 為使兩軸向力平衡 必須滿足 3 8 2 1tanr 式中 上海工程技術大學畢業(yè)設計 論文 微型貨車變速器傳動機構設計 21 作用在中間軸承齒輪 1 2 上的軸向力 21aF 作用在中間軸上齒輪 1 2 上的圓周力 n 齒輪 1 2 的節(jié)圓半徑 21r T 中間軸傳遞的轉矩 貨車變速器的螺旋角為 18 26 一檔齒輪的螺旋角取下限 4 1 2 各擋齒輪齒數(shù)的分配 在初選中心距 齒輪模數(shù)和螺旋角以后 可根據(jù)變速器的檔數(shù) 傳 動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數(shù) 變速器的傳動及各部件如圖 4 2 所示 圖 4 2 微型貨車變速器傳動示意圖 1 一軸常嚙合齒輪 2 中間軸常嚙合齒輪 3 第二軸四擋齒輪 4 中間軸四擋齒輪 5 第二軸三擋齒輪 6 中間軸三擋齒輪 7 第二軸二擋齒輪 8 中間軸二擋齒輪 9 第二 軸一擋齒輪 10 中間軸一擋齒輪 11 第二軸倒擋齒輪 12 中間軸倒擋齒輪 13 惰輪 上海工程技術大學畢業(yè)設計 論文 微型貨車變速器傳動機構設計 22 1 一檔齒輪齒數(shù) 一檔傳動比為 5 41092 zig 如果一檔齒數(shù)確定了 則常嚙合齒輪的傳動比可求出 為了求一檔 的齒數(shù) 要先求其齒輪和 hz 一檔齒數(shù)和 直齒hz m Ah2 斜齒 n z 中間軸上小齒輪的最少齒數(shù) 還受中間軸軸向尺寸的限制 即受剛 度的限制 在選定時 對軸上的尺寸及齒輪齒數(shù)要統(tǒng)一考慮 貨車 可10z 在 12 17 之間選取 本設計取 14 初選 10z 201 5 nm 代入公式 3 6 得到 1 485 260cos hz 取整得 48 則 34189 2 常嚙合齒輪傳動齒輪副的齒數(shù)確定 3 11 10 92zig 而常嚙合齒輪的中心距與一檔相等 即 3 12 21cos zmAn 已知各參數(shù)如下 上海工程技術大學畢業(yè)設計 論文 微型貨車變速器傳動機構設計 23 64 1 34 6 20 5 0919 Azmn 代入式 3 12 得到 8 1 取整 32 17 z 57 41610291 zig 86 12 3 二檔齒數(shù)的確定 已知 723 64 5 2 gniAm32 1 z 由式子 3 13 18 27zig 3 14 28 7zig 3 15 87cos mAn 此外 從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā) 還必須滿足下列關系 式 3 16 1 tan8721zz 聯(lián)解上述 3 13 3 14 3 15 三個方程式 可采用比較方便的 試湊法 解得結果如下 20 9 86 1877 z 73 209138712 zig 上海工程技術大學畢業(yè)設計 論文 微型貨車變速器傳動機構設計 24 4 三檔齒數(shù)的確定 已知 65 1 4 5 23 gniAm32 71 z 由式子 3 17 2 1365zig 3 18 87 65cos mAn 3 19 1 tan6521zz 聯(lián)解上式 3 17 3 18 3 19 三個方程式 可采用比較方便的 試湊法 解得 25 37 26565 z 1613 zig 5 五檔 超速檔 齒數(shù)的確定 已知 72 0 64 5 2 gniAm32 1 z 由式子 3 20 2 143zig 3 21 43cos mAn 3 22 1 tan4321zz 上海工程技術大學畢業(yè)設計 論文 微型貨車變速器傳動機構設計 25 聯(lián)解上述 3 20 3 21 3 22 三個式子 可采用比較方便的試 湊法 解得 34 1 37 243 z 72 0414 zig 6 倒檔齒數(shù)的確定 前述已選定 初選 22 23 之間 小于 取為0 3 m213 z12z10 13 62 3 Ri 中間軸與倒檔軸之間的距離的確定 mzmAn 5 2 13 2 2113 為保證倒擋齒輪在嚙合不發(fā)生干涉 齒輪 11 和齒輪頂圓之間應保持 有 0 5mm 以上的間隙 則齒輪 11 的齒頂圓直徑 De11 為 ADee 215 021 De11 82mm 則 Z11 25 3 取整為 Z11 25 二軸與倒檔軸之間的距離確定 mzmAn 5 70 2 31 213 6 371321 zziR 4 1 3 變速器齒輪的變位 上海工程技術大學畢業(yè)設計 論文 微型貨車變速器傳動機構設計 26 變位系數(shù)的選擇原則 1 對于高檔齒輪 應按保證最大接觸強度和抗膠合及耐磨損最有 利的原則選擇變位系數(shù) 2 對于低檔齒輪 為提高小齒輪的齒根強度 應根據(jù)危險斷面齒 厚相等的條件來選擇大 小齒輪的變位系數(shù) 3 總變位系數(shù)越小 齒輪齒根抗彎強度越低 但易于吸收沖擊振 動 噪聲要小一些 為了降低噪聲 對于變速器中除去一 二檔以外的其它各檔齒輪的 總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值 一般情況下 隨著檔位的降低 總 變位系數(shù)應該逐檔增大 一 二檔和倒檔齒輪 應該選用較大的值 本 設計采用角度變位來調整中心距 一檔齒輪的變位 已知條件 64 a25 612 317 由計算公式 代入得到 ntm ay Htzy0458 21 64 Htzntya 查機械設計手冊齒輪變位系數(shù)表得到 31 029 zx 上海工程技術大學畢業(yè)設計 論文 微型貨車變速器傳動機構設計 27 其余齒輪的變位 計算過程同上 計算結果見表 4 3 表 4 3 變速器各齒輪的變位系數(shù) 常嚙合齒 輪 二檔齒輪 三檔齒輪 四檔齒輪 倒檔齒輪1Z278Z563Z41Z213Z 變 位 系 數(shù) 0 1 0 13 0 023 0 009 0 021 0 011 0 103 0 083 0 046 0 309 0 22 4 1 4 齒輪材料的選擇 1 滿足工作條件的要求 不同的工作條件 對齒輪傳動有不同的要求 故對齒輪材料亦有不 同的要求 但是對于一般動力傳輸齒輪 要求其材料具有足夠的強度和 耐磨性 而且齒面硬 齒芯軟 2 合理選擇材料配對 如對硬度 350HBS 的軟齒面齒輪 為使兩輪壽命接近 小齒輪材料 硬度應略高于大齒輪 且使兩輪硬度差在 30 50HBS 左右 為提高抗膠 合性能 大 小輪應采用不同鋼號材料 3 考慮加工 工藝及熱處理工藝 常嚙合齒輪因其傳遞的轉矩較大 并且一直參與傳動 所以磨損較 大 應選用硬齒面齒輪組合 小齒輪用 20GrMnTi 材料滲碳后淬火 硬 度為 58 62HRC 大齒輪用 40Gr 調質后表面淬火 硬度為 12 48 55HRC 一檔傳動比大 齒輪所受沖擊載荷作用也大 所以抗彎強 度要求比較高 一檔小齒輪用 20GrMNTi 滲碳后淬火 硬度為 上海工程技術大學畢業(yè)設計 論文 微型貨車變速器傳動機構設計 28 56 62HRC 大齒輪 40Gr 調質后表面淬火 硬度為 46 55HRC 其余 各檔小齒輪均采用 40Gr 調質后表面淬火 硬度為 48 55HRC 大齒輪 用 45 鋼調質后表面淬火 硬度為 40 50HRC 4 1 5 各軸的轉矩計算 一軸轉距 mTe N1 67 9082 71max1軸 承離 合 中間軸轉矩 i 8 32 6121齒 輪軸 承中 二軸各檔轉距 一檔齒輪 N m 42 812 T 二檔齒輪 N m 7 三檔齒輪 N m 51 0432 五檔齒輪 N m 4T 倒檔軸 mNiT 08 193 28 0967 1832齒 輪軸 承中倒 二軸倒檔齒輪 iT 86 214 59 068 192齒 輪軸 承倒倒 擋 二 軸 4 1 6 齒輪強度計算 1 斜齒齒輪輪齒彎曲強度計算 4 1 btyKFIw 式中 上海工程技術大學畢業(yè)設計 論文 微型貨車變速器傳動機構設計 29 圓周力 N IFd TFg21 計算載荷 N mm gT 節(jié)圓直徑 mm cos zmn 法向模數(shù) mm 為斜齒輪螺旋角 nm 應力集中系數(shù) K50 1 K 齒面寬 mm b 法向齒距 t nmt 齒形系數(shù) 可按當量齒數(shù) 在齒形系數(shù)圖 圖 5 1 y 3cos zn 中查得 重合度影響系數(shù) K0 2 K 將上述有關參數(shù)代入 4 1 整理得到 4 2 KyzmTcngw3os2 圖 5 1 齒型系數(shù)圖 上海工程技術大學畢業(yè)設計 論文 微型貨車變速器傳動機構設計 30 當計算載荷 取作用到變速器第一軸上的最大轉矩 時 倒檔直gT maxeT 齒輪許用彎曲應力在 400 850MPa 貨車可取下限 承受雙向交變載荷 作用的倒檔齒輪的許用應力應取下限 斜齒輪對貨車為 100 200MPa 13 1 一檔齒輪彎曲強度校核 已知參數(shù) 7 5 2 cnKm815 0 4 3109 z N m N m1 6T6 8中T 查齒形系數(shù)圖 4 1 得 0 951 y 代入公式 4 2 得 MPa39 145 0275 14 3 6231 w MPa 7 86 832w 對于貨車當計算載荷取變速器第一軸最大轉距時 其許用應力應該 小于 250Mpa 均小于 250Mpa 所以滿足設計要求 1w 2 2 常嚙合齒輪 二檔齒輪 三檔齒輪 四檔齒輪彎曲強度校核 常嚙合齒輪 二檔齒輪 三檔齒輪 四檔齒輪彎曲強度校核方法與 一檔齒輪相同其計算結果見表 5 1 表 5 1 各檔齒輪的彎曲強度校核 常嚙合齒輪 二檔齒輪 三檔齒輪 四檔齒輪1Z27Z85Z63Z4 上海工程技術大學畢業(yè)設計 論文 微型貨車變速器傳動機構設計 31 彎曲應 力 MPa 218 58 198 71 232 1 233 48 221 90 222 00 228 19 230 00 各齒輪的彎曲應力均小于 250MPa 所以滿足設計要求 2 倒檔齒輪輪齒彎曲強度計算 4 3 yzKm Tcfgw3 式中 彎曲應力 w 應力集中系數(shù) 為 1 5 K 計算載荷 N mm gT 節(jié)圓直徑 mm d 摩擦力影響系數(shù) 主動齒輪為 1 1 從動齒輪為 0 9 fK 齒寬 mm b 端面齒數(shù) mm 為模數(shù) t mt 齒形系數(shù) y 查齒形系數(shù)圖 4 1 得 18 02y 代入公式 4 3 得 MPaw 48 651 082314 6 當計算載荷 取作用在變速器第一軸上的最大轉距時 倒檔直齒輪gT 的許用彎曲應力在 400 850 之間 在許用范圍內 所以滿足設計要求 1w 上海工程技術大學畢業(yè)設計 論文 微型貨車變速器傳動機構設計 32 3 斜齒齒輪輪齒接觸應力 4 4 1 418 0bzjFE 式中 輪齒接觸應力 MPa j F 齒面上的法向力 N cos 1 F F1 圓周力 N d Tg21 計算載荷 N mm gT 節(jié)圓直徑 mm d 節(jié)點處壓力角 齒輪螺旋角 E 齒輪材料的彈性模量 MPa 510 2 齒輪接觸的實際寬度 mm b 主從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑 mm 直齒輪bz 斜齒輪 sin sibzrr 22cos in cos in bz rr 主從動齒輪節(jié)圓半徑 mm zb 將作用在變速器第一軸上的載荷 作為作用載荷時 變速器齒2maxe T 輪的許用接觸應力 見下表 5 2 j 14 表 5 2 變速器的許用接觸應力 MPa j 齒輪 滲碳齒輪 液體滲氮共滲齒輪 上海工程技術大學畢業(yè)設計 論文 微型貨車變速器傳動機構設計 33 一檔和倒檔 1900 2000 950 1000 常嚙合齒輪和高檔 1300 1400 650 700 一檔齒輪接觸應力校核 已知條件 7 3 17 cnKm 16 3809 z N mm 25 4028 9 gT N mm1 731 7 310 cos2cszmdFngg N 86 09127345 5 1810 N 4 31cos 279 F mm 09 265 cs nmKb 358 24cos217in345 cos2incsincosi 9 0si sisii 3172329 zmdrbz 68 05 49 10 bz 將已知數(shù)據(jù)代入公式 4 4 得 MPabFEbzj 74 123685 09 2614831 0 1 48 0 59 bzj 510 均小于 1900 MPa 所以滿足設計要求 9j 10j 2 常嚙合齒輪 二檔齒輪 三檔齒輪 四檔齒輪接觸應力校核 上海工程技術大學畢業(yè)設計 論文 微型貨車變速器傳動機構設計 34 常嚙合齒輪 二檔齒輪 三檔齒輪 四檔齒輪接觸應力校核的方法 同上 校核計算結果見表 5 3 表 5 3 各齒輪的接觸應力 各齒輪的接觸應力均小于 1300 1400 MPa 所以滿足設計要求 4 直齒倒檔齒輪接觸應力校核 已知條件 N m13 7 1 0 32 zKmc 76 8中T 將已知數(shù)據(jù)代入公式 4 4 得到 N 207 18657cos13 2coscos2121 zTzFg中 N 39s2 ss1313 mzzg中 N 4 2157cos536 108 4cos2cos 311 zTzFgg0 37 Kbc 常嚙合齒輪 二檔齒輪 三檔齒輪 四檔齒輪1Z27Z85Z63Z4 接觸應 力 MPa 894 05 894 05 1073 67 1072 13 983 55 999 785 915 157 922 77 上海工程技術大學畢業(yè)設計 論文 微型貨車變速器傳動機構設計 35 126 053 0794 52 1968 31 94 3 7 752 1sin250 17sin2sin 68 3379 1sin20 17sin2sin2231 bzzbzzmzdzd MPaFEbzj 9 514 2 186 4 0 513 bzj 72 6 0241 394 0 1 8 513 MPaFEbzj 9 154 158 4 0 51 均小于 1900 MPa 所以滿足設計要求 12j3j1j 4 2 軸的設計與校核 4 2 1 軸的工藝要求 第二軸上的軸頸常常用做滾針的滾道 要求有相當高的硬度和表面 粗糙度 硬度應在 HRC58 63 表面光粗糙度不能過低 對于采用高頻或滲碳鋼的軸 螺紋部分不應淬硬 以免產生裂紋 對于階梯軸來說 設計上應盡量保證工藝簡單 階梯應盡可能少 本設計經過綜合考慮中間軸選用齒輪軸 材料與齒輪一樣為 20CrMnTi 4 2 2 初選軸的直徑 上海工程技術大學畢業(yè)設計 論文 微型貨車變速器傳動機構設計 36 在已知中間軸式變速器中心距 A 時 第二軸和中間軸中部直徑 d 為 0 45A 軸的最大直徑 d 和支承間距離 的比值 對中間軸 l 對第二軸 第一軸花鍵部分直徑 d 可按下18 06 ld 21 08 l 式初選 4 5 3maxeTKd 式中 K 經驗系數(shù) K 4 0 4 6 發(fā)動機最大轉距 N mm maxeT 第二軸和中間軸中部直徑 0 45 mmAd45 0 8 264 的取值 l 中間軸長度初選 18 06 ld mm 取 mm0 2 170 l 第二軸長度初選 21 08 ld mm 取 mm407 5 240 l 第一軸長度初選 取mTKde 1 9615 4 60 28 71640 33max d8 mm8 16 l 上海工程技術大學畢業(yè)設計 論文 微型貨車變速器傳動機構設計 37 mm 取 取 106mm 5 1208 16 0 dl l 4 2 3 軸最小直徑的確定 按扭轉強度條件計算 這種方法是根據(jù)軸所受的轉矩進行計算 16 對實心軸 其強度條件為 4 6 2 01953 dnPWT 軸傳遞的轉矩 N mm 71 28N m TT 軸的抗扭截面模量 mm3 軸傳遞的功率 kw 45 36kw PP 軸的轉速 3600 n min r in r 軸的許用扭轉剪應力 MPa 見 6 1 表 表 6 1 軸常用集中材料的 及 A 值 軸的材 料 Q235 A 20 Q237 35 1C 18Ni9Ti 45 40Cr 35SiMn 38SiMnMo 3Cr12 20CrMnTi MPa 15 25 20 35 25 45 35 55 A 149 126 135 112 126 103 112 97 由式 4 5 得到軸直徑的計算公式 4 7 333 2 0195nPAd 對中間軸為合金鋼 則 A 查表得為 100 P 為 45 36kw CrMTi0 代入式 4 7 得 取為 28mm md1 26 上海工程技術大學畢業(yè)設計 論文 微型貨車變速器傳動機構設計 38 二軸為 查表得為 110 P 為 45 36kw 代入式 4 6 得 mmCrMnTi20 取為 30mm 4 2 4 軸的強度校核 軸的受力如圖 6 1 所示 圖 6 1 變速器受力圖 軸的撓度驗算 軸的撓度和轉角可按 材料力學 的有關公式計算 計算時 僅計 算齒輪所在位置處軸的撓度和轉角 第一軸常嚙合齒輪副 因距離支承 點近 負荷又小 通常撓度不大 故可以不必計算 變速器齒輪在軸上 的位置如圖 6 1 所示時 若軸在垂直面內撓度為 在水平面內撓度為 和轉角為cf sf 可分別用下式計算 4 8 EIL baFfc321 上海工程技術大學畢業(yè)設計 論文 微型貨車變速器傳動機構設計 39 4 9 EIL baFfs32 4 10 I1 式中 齒輪齒寬中間平面上的徑向力 N 1F 齒輪齒寬中間平面上的圓周力 N 2 彈性模量 MPa 2 1 105 MPa EE 慣性矩 mm4 對于實心軸 I 64dI 軸的直徑 mm 花鍵處按平均直徑計算 為齒輪上的d ab 作用力距支座 A B 的距離 mm 支座間的距離 mm L 軸的全撓度為 mffsc2 0 2 軸在垂直面和水平面內撓度的允許值為 0 05 0 10mm 0 10 0 15mm 齒輪所在平面的轉角不應超過 cf sf 0 002rad 18 與中間軸齒輪常嚙合的第二軸上的齒輪 常通過青銅襯套或滾針軸 承裝在軸上 也有的省去襯套或滾針軸承裝在軸上 這就能增大軸的直 徑 因而使軸的剛度增加 第二軸軸上受力分析如圖 4 5 所示 上海工程技術大學畢業(yè)設計 論文 微型貨車變速器傳動機構設計 40 圖 6 2 變速器的撓度和轉角 變速器在一檔工作時二軸和中間軸的剛度 第一軸軸上受力分析如圖 6 2 所示 N 52 683175 2cos08cos2311 zmTdFngt N4 93cos tan 6costa1 nr N56 72t5 83t1 aF 中間軸軸上受力分析如圖 6 2 所示 N 52 683348 21cos107cos22 zmTdFngt N9ta12rr F N56 347t1 aa N 58 190 223cos0823 dTFt 上海工程技術大學畢業(yè)設計 論文 微型貨車變速器傳動機構設計 41 N 59 60823cos17tan58 190costan3 rF N t t3 a N 27 15908295 73cos108 72cos2344 zmTdFngt N 6ta3rr F N24 519t4 aa 二軸軸剛度校核 將各已知參數(shù)代入公式 4 8 得到 LdEbaFIfrrc 422436 N mm mm mm mm85 604r 197 286L50 d1 03 2864 3 2352 cc ff 各已知參數(shù)代入公式 4 9 4 10 得到 09678 2514 30 23971593524224 LdEbaFILftts mm 01 09678 sf mm 6 978 222 scff rad02 094 85014 3 3 9 560 4 EILabFr 所以變速器二軸在一檔工作時滿足剛度要求 同理 可以驗證其他狀態(tài)時滿足剛度要求 4 2 5 花鍵的計算 上海工程技術大學畢業(yè)設計 論文 微型貨車變速器傳動機構設計 42 根據(jù)選定的軸徑和所給參考圖樣 選擇花鍵如下 第一軸矩形花鍵尺寸 BDdZ63026 第二軸前端花鍵 518 第二軸中部花鍵 dZ63026 第二軸后端輸出 BD8 花鍵的擠壓應力 參考 汽車設計 P124 得J zjkhLd Tmax2 2 N 式中 所傳遞的扭矩 maxT 扭矩在花鍵上分配不均勻系數(shù) k 75 0 k 花鍵齒數(shù) z 鍵的工作高度 h2 dDh m 鍵的工作長度 L 花鍵平均直徑 zd2 dz 花鍵外徑 D 花鍵內徑 d 對于有載荷的滑動連接 使用條件良好時取 2 10 mNj 二軸一 倒檔聯(lián)結矩形花鍵 mNiTe 3207695 4128 731maxa 5 0k6z h1L 上海工程技術大學畢業(yè)設計 論文 微型貨車變速器傳動機構設計 43 32042 dDz 2 67 81675 09mNJ 2 0 J 所以此花鍵強度足夠 第二軸二 三檔聯(lián)結處漸開線花鍵 mNiTe 4 1905723 1028 7maxa 6 z3 6 h4L292 dDz 2 50 314675 0 1mNJ 2 J 所以此花鍵強度足夠 第二軸四 五檔聯(lián)結處漸開線花鍵 mNiTe 7128028 7134maxa 26 z 56 h6L 2 8 dDz 2 094 15 6375 010mNJ 2 J 所以此花鍵強度足夠 二軸四 五檔處矩形花鍵 上海工程技術大學畢業(yè)設計 論文 微型貨車變速器傳動機構設計 44 mNiTe 7128028 7134maxa 6 z h6L20182 dDz 2 9675 0mNJ 2 10 J 所以此花鍵強度足夠 4 3 軸承的選擇與校核 軸承的使用壽命可按汽車以平均速度行駛至大修前的總行駛里程 S 來計算 對于汽車軸承壽命的要求是轎車 30 萬公里 貨車和大客車 25 萬公里 式子中 hamv SL 106 0max av378106 254 L 4 3 1 一軸軸承的選擇與校核 1 初選軸承型號根據(jù)軸承處直徑選擇 6206 型號軸承 查得 15 KN KN5 29 rC18 or 2 計算軸承當量動載荷 P 當變速器在一檔工作時軸承受到的力分別為 N N N 42 791 rF56 3471 aF23 78 BC8 0563oraC 查 機械原理與設計 得到 36 0e 上海工程技術大學畢業(yè)設計 論文 微型貨車變速器傳動機構設計 45 查 機械原理與設計 得到 eFra 5 0 21 y56 0 x 當量動載荷計算 4 12 arpyxfP 將各已知參數(shù)代入式 4 12 arpyFxf 在 1 2 到 1 8 之間取 取 為 1 3 pf96753 3421 6507 31 p 軸承壽命計算公式為 4 13 601PCnLh 將個已知參數(shù)代入式 4 13 得到 h14 326 7 965 102 01 616 PCnLh 對于汽車軸承壽命的要求是轎車 30 萬公里 貨車和大客車 25 萬公 里 式子中 h amv SL 106 0max av378106 254 L 1 如表 7 1 所示 變速器各檔位相對工作使用率為 表 7 1 五檔變速器各檔位相對工作使用率 gif 車型 檔 位 數(shù) 最高檔 傳動比 變速器檔位 上海工程技術大學畢業(yè)設計 論文 微型貨車變速器傳動機構設計 46 5 1 1 3 5 16 75 貨車 5 1 1 3 12 64 20 所以所選軸承滿足設計要求 8 37 14 326h 當變速器在四檔工作時軸承受到的力分別為 N N65 07 rF56 347 aF18 340 raC 查 機械原理與設計 得到 36 0 e 查表 機械原理與設計 得到 eFba 5 21 56 0 yx 當量動載荷計算代入式 4 12 arpFfP 在 1 2 到 1 8 之間取 取 為 1 3 pf pf58 74 6 321 8304956 1 將個已知參數(shù)代入式 4 13 得到 hPCnLh 36 7 58 740 2160 316 對于汽車軸承壽命的要求是轎車 30 萬公里 貨車和大客車 25 萬公 里 本設計為貨車 式子中 amv sL 106 0 amav h 378106 254 L 606 08 所以軸承符合要求 16 4 3 2 中間軸軸承的選擇與校核 初選軸承型號根據(jù)中間軸裝軸